帶式運輸機傳動裝置機械設計基礎課程設計報告

1、課程設計課程名稱 機械設計基礎課程設計 A題目名稱 帶式運輸機傳動裝置Word 資料機械設計課程設計計算說明書1、緒論2 2、傳動方案的擬定和說明43、電動機的選擇4 4、計算總傳動比及分配各級的傳動比 55、運動參數及動力參數計算56、傳動零件的設計計算67、箱體尺寸的選擇108、軸的設計計算119、滾動軸承的選擇及校核計算1610、鍵聯接的選擇及計算1811 、聯軸器的選擇1812、潤滑與密封1913、減速器附件1914、其他技術說明1915、設計總結及心得體會2016、參考資料目錄21Word 資料廣東工業(yè)大學課程設計任務書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院材能學院專業(yè)班級11 級材加

2、2 班姓名xxx學號3111006xxx組號48一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見圖 1）。設計內容應包括：兩級傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計 計算說明書的編寫。圖2 參考傳動方案D動力及傳動裝置圖 2 為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置、課程設計的要求與數據已知條件：1）運輸帶工作拉力： F = 2.8kN ； 2）運輸帶工作速度： v = 2.2m/s ；3）卷筒直徑4）使用壽命5）工作情況D = 360 mm ；8 年；兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量；

3、 7）工作環(huán)境：室內，輕度污染環(huán)境；Word 資料（8）邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機，傳動裝置與工作機分別在不同底 座上，用彈性聯軸器連接。三、課程設計應完成的工作（小組成員 A：1減速器裝配圖 1 張（1 號圖紙）； 2輸出軸上齒輪零件圖 1 張（3 號圖紙）； 3設計說明書 1 份。小組成員 B：1上箱體零件圖 1 張（1 號圖紙）； 2輸入軸零件圖 1張（3 號圖紙）； 3設計說明書 1 份。小組成員 C：1下箱體零件圖 1 張（1 號圖紙）；2輸出軸零件圖 1張（3 號圖紙）；3設計說明書 1 份四、課程設計進程安排序號設計各階段內容地點起止日期1設計準備 : 明確設計任務

4、；準備設計資料和繪圖用具 傳動裝置的總體設計 : 擬定傳動方案；選擇電動機； 計算傳動裝置運動和動力參數第1 天2傳動零件設計計算 :帶傳動、齒輪傳動主要參數的設計計算第2 天3減速器裝配草圖設計 : 初繪減速器裝配草圖； 軸系部 件的結構設計；軸、軸承、鍵聯接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計第 35 天4減速器裝配圖設計第 57 天5零件工作圖設計第8 天Word 資料6整理和編寫設計計算說明書第9 天7課程設計答辯第 10 天五、應收集的資料及主要參考文獻1） 濮良貴 、紀名剛主編 . 機械設計 M. 北京：高等教育出版社， 2006 年 5 月第 8 版2）林怡青、謝宋良、王文濤編著

5、 . 機械設計基礎課程設計指導書 M. 北京：清華大 學出版社， 2008 年 11 月第 1 版3）機械制圖、機械設計手冊等。發(fā)出任務書日期：2013年 06月 24 日指導教師簽名 ：計劃完成日期：2013年 07 月05 日 基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：計算過程及計算說明2 傳動方案擬定和說明2.1 設計單級圓柱齒輪減速器2.1.1 已知條件：滾筒圓周力 F=2800N ；帶速 V=2.2m/s ； 滾筒直徑 D=360mm 。2.1.2 工作條件：使用年限 8 年，工作為兩班工作制，載荷較平 穩(wěn)。2.1.3 設想傳動簡圖，如下：F=2800NV=2.2m/sD=360mmWo

6、rd 資料3 電動機選擇3.1 電動機類型的選擇： Y 系列三相異步電動機3.2 電動機功率選擇：3.2.1 傳動裝置的總效率：2總= 帶軸承齒輪 聯軸器滾筒滑動軸承=0.90 0.9920.97 0.990.950.90=0.7243.2.2 卷 筒 工 作 功 率 ： P 卷 筒 =FV/1000 = ( 2800 2.2 )/1000=6.16KW3.2.3 電機所需的工作功率： P電機= P卷筒/總 =6.16/0.724=8.51KW3.2.4 確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n 筒=60 1000V/ D=60 1000 2.2/ (360)=116.8r/min總=0.724P

7、 卷筒 =6.16KWP 電機 =8.51KWn筒=116.8r/minWord 資料取 V 帶傳動比 i1 =2 4 ，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 i2=36。則總傳動比理時范圍為 ia=6 24。i 取小于等于 15，根據幾個常用電機的同步轉速有 750 、1000 、和 1500 、3000r/min 。初步選取 n=1500r/min 進行計算 。3.2.5 確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y160M-4 。電動機型號 :其主要性能：額定功率： 11KW ，滿載轉速 1460r/min 。Y160M-44 計算總傳動比和分配各

8、級的傳動比4.1 總傳動比： i 總=n 電動 /n 筒=1460/116.8=12.54.2 分配各級傳動比i 總 =12.5取 V 帶傳動的傳動比 i 帶 =3i 帶 =3則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為：i 齒輪 =4.17i 齒輪= i 總 / i 帶=12.5/3=4.175 計算傳動裝置的運動和動力參數5.1 各軸轉速電動機軸為 1 軸，減速器高速軸為 2 軸，低速軸為 3 軸，各軸轉速為：n1=n 電機=14600r/minn 1=1460r/minn2=n 1/i 帶=1460/3=486.7(r/min)n 2=486.7r/min3=n 2/i 齒輪 =486.7/4.17=

9、116.7(r/min)nWord 資料n 3=116.7r/mn5.2 計算各軸的功率按電動機所需功率 P 計算各軸輸入功率，即 P1=P 電機=8.51KWP1=8.51KWP2=7.66KWP3=7.35KWT1=55.67N mT2=150.3N mT3=601.5N mP2=P 1帶=8.51 0.90=7.66KWP3=P2軸承齒輪=7.766 0.99 0.977.35KW5.3 各軸扭矩3T1=9.55 103P1/n 13=9.55 1038.51/1460=55.67N m3T2=9.55 10 P2/n 23=9.55 1037.66/486.7=150.3N m3T3=

10、9.55 103P3/n 33=9.55 1037.35/116.7=601.5N m 以上計算結果整理后列于下表：軸號軸1軸2軸3轉速1460486.7116.7(r/min)功率8.517.667.53（kw）轉矩55.67150.3601.5（Nm）傳動比34.17Word 資料Pca=10.21KWd1=132mmd2=400mmV=10.8m/sa0=400mmL0=2500mm實際中心距 :a=393mm1=142 6 傳動零件的設計計算（此部分計算所查表、圖全來自機械設計基礎課本）6.1 皮帶輪傳動的設計計算已知： n1=1460 r/min P1=8.51KW 工作 16 小時

11、6.1.1 求計算功率 Pca查表 8-7 得 kA=1.2 ，故 Pca=KAP=1.2 8.51=10.21KW6.1.2 選 V 帶型號（普通 V 帶）據 Pca=10.21KW ， n1=1460r/min ，由圖 8-10 查出選用 B 型。6.1.3 求大、小帶輪基準直徑 d2、 d1現取 d1=132mm, 由式（ 8-15a ）得 d2i 帶 d1 =3x132=396mm由表 8-8 取 d2=400mm6.1.4 驗算帶速 VV=d1n1/（60100）= 1321460/（60 1000）=10.8m/s 在 53 m/s 范圍內，故帶速合適。6.1.5 帶基準長度 Ld

12、 和中心距 aa0 =0.7（d1+ d 2） 2（d1+ d 2）=356 至 468mm 取 a0 =400mm由式（ 8-22 ）得帶長2Lo =2ao +（d1+d2）/2 + （d1-d 2）2/4ao=2515mm 由表 8-2 選帶的基準長度為 L0=2500mmaa0+（L d- L0） /2 =400+ （ 2500-2515 ）/2=393mm6.1.6 驗算小帶輪包角 11 =180o-（d1-d2）/ a 57.3 o =142 90 度，合適6.1.7 求確定 V 帶根數 zPc由式（ 826 ）得 zPc（P0 P0）K K L今 n11460r/min d=132

13、mm ，查表 8-4a 得 P0=2.82kw 查表 8-4b 得 P0=0.46KW ，查表 8-5 得 ka=0.91 查表 82 得K L 1.03 ，由此可得Word 資料z3.33取4 根6.1.8 求作用再帶輪軸上的壓力 FQ由表 8-3 得 q0.18kg/m, 故由式子得單根 V 帶的初拉力F0=500Pca/（zv）（2.5/ K -1 ）+qv 2=500 10.21/ （410.8X0.91 ）（2.5-0.91）+0.18 10.82N =227N作用在軸承的壓力 FQ=2zF0sin（1/2）=24227sin（1420/2 ）N=1717N6.2 齒輪傳動的設計計算

14、已知:單向傳動，輕微沖擊P=7.66KW i=4.17 n 1=486.7r/min6.2.1 選擇齒輪材料及確定需用應力 設計成結構緊湊故采用軟齒面的組合： 小齒輪用 40Cr（調質），齒面硬度為 280HBS；大齒輪用 45 鋼（調 質 ），齒面硬度為 240HBS6.2.2 按齒面接觸強度設計計算齒輪按 8 級精度制造。小齒輪上的轉矩 T1=150300N mm初設螺旋角為140齒數 取 Z1=24 ， Z2= Z1i=24 4.17=100.08 實際傳動比為 i=101/24=4.2計算公式：取 z=4FQ=1717N8 級精度Z1=24 Z 2=101Word 資料實際傳動比為i=

15、4.2d1t2k T1 / d(u 1)/u (ZE ZH / H) 2 1/3 確定公式內的各計算數值試選 K=1.6選取區(qū)域系數 ZH 為 2.433 等于0.78+0.90=1.68 選取齒寬系數 d =1.0查得材料的彈性影響系數 ZE =189.8H=(H1+ H2)/2= (570+550 )/2=560MPa 計算小齒輪分 度圓直徑 ：d1t 2 1.6 150300/(1 1.68) (4.2+1)/4.2 (2.433 189.8 /560) 2 1/3 =62.2mm圓周速度： v=x d1t n/ (60x1000 )=1.59m/s齒寬 b 和模數 mnt：b= d d

16、1t =1.0x62.2=62.2mmmnt = d 1tcos/ Z 1=62.2Xcos14 0/24=2.51mm ；h=2.25 m nt=2.25 2.51=5.65mm ； b/h=62.2/5.65=11縱向重合度為 1.903 ；載荷系數 k=2.211/3d1 = d 1t x(k/ k t) 1/3 =69.3mm ；mn = d 1t cos/ Z 1=69.3Xcos14 0/24=2.80mm6.2.3 按齒根彎曲強度設計計算齒 形 系 數ZV1=24/COS 3140=26.27Word 資料ZV2=101/COS 314 0=110.56查表得 YFa1=2.59

17、 YFa2= 2.17查表得 YSa1=1.59YSa2=1.80因 YFa2YSa2/ F2=2.17 1.80/238.86=0.0164 YFa1YSa1/ F1=2.59 1.59/ 303.51=0.0136故應對大齒輪進行彎曲強度計算齒輪分度圓直徑 :2 2m n2k T1 Ycos2 / dZ1 21/3（YFa YSa / F） 1/3 2.06mm6.2.4 幾何尺寸計算對比上述結果， 取 m=2.5 ，同時取 d1 =69.3mm 來計算應有的mn =2.5齒數，z= d1 cos B/m=26.9 ，取 z1 =27，則 z2 =4.2x27=113 ,z2取113 ，中

18、心距 a= mn（ Z2+ Z1 ）/2 cos=2.5 （27+113 ）/2 cos14 0=180.4 mm 取 a=181mm確定螺旋角： =arccos m n（ Z2+Z 1 ） /2a= 14.79 0齒輪分度圓直徑 d1= m nZ1/ cos =2.5 27/cos14.79 070mmd2= mnZ2/ cos =2.5 113/cos14.79 0292mm確定中心距a=181mm確定螺旋角：=14.79 0齒寬:b 1=70mmb 2=75mm齒寬 b= d d 1=1.0 70=70mm取 b 2=70mm ，b 1=75mm據以上所求，可得出大小齒輪的各參數，匯總列

19、表如下，方便以后Word 資料計算查閱。單位： mm項目ddadf小齒輪707268大齒輪2922942907 箱體尺寸的選擇箱體為鑄鐵減速器箱體，結構尺寸按課程設計書 P21 表 4-1 圖 4-1 ）規(guī)定選擇。單位： mm箱體壁厚=8箱蓋壁厚1=8箱體凸緣厚度b=12 ，b1=12 ，加強肋厚m=6.8 ，m 1 =6.8地腳螺釘直徑df =18地腳螺釘數目n=4軸承旁聯接螺栓直徑d1=14箱蓋、箱座聯接螺栓直徑d2=10軸承蓋螺釘直徑和數目d3=8 ，n=4軸承蓋（軸承座端面）外徑D1=80D2=100觀察孔蓋螺釘直徑d4=6df至箱外壁距離C1=26 ， C2=24Word 資料箱緣尺

20、寸C1=18, C 2=22軸承端蓋螺釘分布直徑D1=8,D 2=8箱體外壁至軸承座端面距離C1+C 2+10=40齒輪頂圓至箱體內壁的距離1=12齒輪端面至箱體內壁的距離2=12減速器中心高H=210底腳凸緣尺寸C1=26 ， C2=24圓錐定位銷直徑與數目8，2箱體外壁至軸承座端面的距離60軸承座孔長度25，308 軸的設計計算 輸入軸的設計計算8.1 按扭矩初算軸徑選用 45 號鋼調質處理，根據 dA(P/n) 1/3，并查表，取 A=120, 則d120(7.66/486.7) 1/3 mm=28.1mm 考慮有鍵槽，將直徑增大 3%，則 d=28.1 (1+3%)mm=28.9mm選

21、 d=30mm 為外伸出端的最小直徑為 dmin =30mm 假定選用彈性套柱聯軸器，查課程設計指導書 136 頁選用Word 資料TL6，孔徑 30mm, 半聯軸器長為 L=60mm, 轂孔長度為 L1=56mm8.2 軸的結構設計8.2.1 確定軸各段直徑和長度dmin =30mm段： d =30mm ，長度取 L=60mmL=60mmII 段 :dII=36 mm ，因為大帶輪要靠軸肩定位， 且還要配合密封圈，所以取長度取 LII=60mm段：初選用 32208 型其內徑為 d =40mm, 寬度為 25mm ，d =30mm考慮齒輪端面和箱體內壁， 軸承端面和箱體內壁應有一定距離， 通

22、L=60mm過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度， 并考慮帶輪和箱體外壁應有一定矩離且安裝擋油盤與軸襯而定，為此，取該段長為 L=25mmd II =36 mmIV 段與小齒輪固定配合，計算得軸長均為 LIV=95 mm ，直徑LII=76mm為 d IV=76mm對于 V 段，此段亦安裝軸承， 直徑為 dV=40mm ，綜合考慮取d =40mm長度 LV=25mmL=35mm8.3 按彎矩復合強度計算d IV =76 mmFt=2T2/ d 1=2 150300/70=4294N ；LIV=95mmFr= F ttan n/ cos=4905 tan20 0/ cos14.79 0=1616N

23、；d V=40mmFa=Fttan =4294 tan14.79 0=1134NLV=25mm作用在軸右端帶輪上外力 F=2530 N （方向未定）；分度圓直徑 為 70mm; 對 于 32208 型 的 圓 錐 滾 子 軸 承 ,a=19mm 則Ft=4294N ；L=101mm ； K=139mm ；（如圖 a）Fr=1616NWord 資料8.3.1 求垂直面的支承反力Fa=1134NF1v= (FrL/2-F ad1/2)/L= (1616 101/2-1134 70/2 )/101=415NF2v= Fr - F 1v =1616-415=1201N8.3.2 求水平面的支承反力F1

24、H=F2H=Ft/2=4294/2 N =2147N；F1v=415N8.3.3 F 力在支點產生的反力F1F=FK/L=2147 (139/101 ) N =1488N ；F2v=1201NF2F=F+F 1F=(2147+1488)N =3635N ；8.3.4 繪垂直面的彎矩圖（圖 b ）F1H=F2H=2147Mav=F2vL/2=1201 0.101/2=61N mNMav=F 1vL/2=415X0.101/2=21N mF1F=1488N8.3.5 繪水平面的彎矩圖（圖 C）F2F=3635NMaH=F1HL/2=2147 0.101 /2 N m =108 N m8.3.6 F

25、 力產生的彎矩圖（圖 d）M2F=FK=2147 0.139N m =298N mM av=61N ma-a 截面（兩軸承的中心所在的垂直面） F 產生的彎矩為：M av =21 N mMaF=F1FL/2=1488 0.101/2 N m=75N m8.3.7 求合成彎矩圖（圖 e）；M aH=108考慮到最不利的情況，把 M aF與（ M 2av+ M 2aH）1/2 直接相加。Nm2 2 1/2Ma=(M2av +M 2aH)1/2+ MaF=(61 2+108 2)1/2+75N m =199N mM 2F=298N mWord 資料M aF=75N mM a= (Mav)2+ (M

26、aH)21/2+ M aF2 2 1/2 =(212+108 2)1/2 +75 N m =185N m8.3.8 求軸傳遞的轉矩(圖 f)M a=199N mM a =185N mT=Ft d 1/2=4294 70/2 N mm =150300N mm=150.3N m8.3.9 求危險截面的當量彎矩由上可知 a-a 截面最危險，其當量彎矩為Me=M 2a+ (T2)21/2取=0.6 ，代入上式可得T=150.3N m2 2 1/2 Me=199 2+(0.6150.3)2)1/2 Nm =218N m ；8.3.10 計算危險截面處軸的直徑軸的材料選用 45 號鋼調質處理，由課本 P3

27、62 表 15-1 查得許用彎曲應力 -1b =60Mpa ，則1/3 1/3d M e/0.1 -1b 1/3=218 1000/(0.1 60) 1/3 =33.1mm故 d=33.1mm76mm, 安全，該軸強度足夠。Word 資料M e=218N md 33.1mm已選安裝齒輪處軸徑為 76mm 33.1mm合適輸出軸的設計計算8.4 按扭矩初算軸徑選用 45 號鋼，根據 dA(p 3/n 3)1/3并查課本 P370 表 15-3 ，取 A=112 ，1/3d 112 (7.35/116.7) 1/3 mm=44.56mm 考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則 d=44.66 (1+5%

28、)mm=46.79mm 初選輸出軸的最小直徑 d=48mmd 44.56mm8.5 軸的結構設計8.5.1 軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用擋油盤軸向固定，聯接以平鍵作Word 資料過渡配合固定， 兩軸承分別以軸肩和大筒定位， 采用過盈配合固定8.5.2 確定軸各段直徑和長度按照軸上兩直徑略有差值 15mm ，軸肩處的直徑差可取 610mm 的規(guī)定，確定輸入軸各級的直徑。 具體方法同上輸入軸的設 計計算一樣。 按照箱體結構尺寸確定輸入軸各級的長度。 具體尺寸 如下：d1d2d3d4d5d6485660657560L1

29、L2L3L4L5L68460466612308.6 按彎矩復合強度計算8.6.1 已知作用在齒輪上的圓周力Ft=2T 3/d 2=2 601500/292N=4120N ；徑向力 Fr= F ttan / cos =4120 tan20 0/ cos14.79 0=1551N ； 軸向力 Fa=Fttan=4120 tan14.79 0=1088N( 圖 a)所示Ft=4120NFr=15510NFa=1088N齒輪分度圓直徑 d2=292mm ；對于 33112 型的圓錐滾子軸 承,a=23.1mm則 L=108mm ； K=163mm8.6.2 求垂直面的支承反力F1v= (FrL+Fad

30、2/2)/L= ( 1551 108/2-1088 292/2 ) /108=-695N ；Word 資料F2v= Fr -F1v = 1551+695=2246N ；8.6.3 求水平面的支承反力F1H=F2H= F t/2=4120/2=2060N8.6.4 繪垂直面的彎矩圖（圖 b ）F1v=-695NMav=F2vL/2=2246 0.108/2=121.3N mF2v=2246NMav=F 1vL/2=695 0.0108/2=35.1N m8.6.5 繪水平面的彎矩圖（圖 C）F1H=F2H=2060MaH=F1HL/2=2060 0.108/2=141227N mm =111.2

31、4N mN8.6.6 求合成彎矩圖（圖 d ）；2 2 1/2Ma=(M2av+ M 2aH)1/2M av=121.3N m= (121.32+111.24 2)1/2 =164.58 N mM av=35.1N mMa= (Mav)2+ (M aH)21/22 2 1/2= (25.12+111.24 2)1/2=116.64N mM aH=111.24N 8.6.7 求軸傳遞的轉矩（圖 e）mT=Ftd2/2=4120 292/2 601500N mm 601.5N m8.6.8 求危險截面的當量彎矩由彎矩圖可知 a-a 截面最危險，其當量彎矩為M a=164.583N.Me=M 2a+

32、 (T)21/2m對不變的轉矩，取 =0.6 ，代入上式可得2 2 1/2Me=164.58 2+ ( 0.6601.5 )2 1/2 =396.66N mM8.6.9 計算危險截面處軸的直徑a=116.64N m軸的材料選用 45 號鋼調質處理，由課本 P362 表 15-1 查得許Word 資料用彎曲應力 -1b =60Mpa ，則1/3 3 1/3dMe/0.1 -1b 1/3=396.66 103/（0.1 60） 1/3=40.43mm 故 d=40.43mm 40.43mm合適Word 資料Fr2=（FR22F2Q2）1/2=（16162807.782）1/2=1806.64N初選

33、兩軸承為圓錐滾子軸承 32208 型號查表得 32208 型號軸承Cr=77.8KN Cor=77.2KN=14.79 0Y=0.4/tan =1.52e=0.37軸承預計壽命查得軸承的內部軸向力：38400hFs1 =Fr1/2Y= 3367.82/ （21.52） 2559.5NFs2= Fr2/2Y =1806.64/ （21.52） 1373NFa=1134N因為 Fs2+ Fa =1373+1134 2507N eFR1=FR2=1616所以 X1=0.40Y1=1.6NFa2/Fr2 =1425.5/1806.64=0.79e所以 X2=0.40Y2=1.6Fr1=3367.82N

34、9.1.2 計算當量載荷 P1、P2Fr2=1806.64N當量動載荷為P1= （X 1Fr1+Y 1Fa1）= 0.4 3367.82 1.62559.5=5442.3NP2= （X2 Fr2+Y2Fa2）= 3460.8N9.1.3 計算所需的徑向基本額定動載荷 Cr因軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承， 今 P1 P2，故以軸Word 資料承 1 的徑向當量動載荷 P1 為計算依據。因受輕微沖擊載荷，查課本 P321 表 13-6 得 fp=1.2 ；工作溫度正常， 查課本 P320 表 13 4 得 ft=1 。Cr1=(fp P /ft) (60nL h/1000000 )3/10

35、=1.2 5442.3 (60 486.7 38400/1000000 )3/10=53.69kN因為 Cr1 Cr=77.8KN故選圓錐滾子軸承 32208 合適。9.2 計算輸出軸承Fa1=2559.5NFa2=1425.5N同理計算輸出軸兩軸承徑向反力 :X1=0.4Fr1=(Fa L/2+ FrX K )Y1=1.6/L=(1088x108/2+1551x163)/108=2884.86NX2=0.4Fr2=FR-Fr1=-1334.6NY2=1.6初選兩軸承為圓錐滾子軸承 33112 型號對比輸入軸的軸承所受的徑向力可知， 輸出軸的軸承也一定合P1=5442.3N格。P2=3460.

36、8N10 鍵聯接的選擇及校核計算10.1 輸入軸與帶輪聯接采用平鍵聯接軸徑 d=30mm,L=60mm查課程設計課本 P106 表 6-1 得，選用 A 型平鍵，公稱直徑 bh=8 7，則工作長度 L56mm查表 6-2 得許用壓應力p=110 MPa.選圓錐滾子軸T2=1503000N mm承 32208 合適Word 資料k=0.5h=0.5 7=3.5mm l=L-b=56-8=48mm根據課本式得Fr1=2884.86NFr2=-1334Np =2T 2/kld=2 150300/ (3.54830)59.64MPa p 故合適。10.2 輸出軸與大齒輪聯接采用平鍵聯接軸徑 d=65m

37、m , 軸長 66mm,查表，選用 A 型平鍵，公稱直徑 bh20 12，則工作長度L50mm查表 6-2 得許用壓應力p=110 MPaT3=601500N mm k=0.5h=0.5 12=6mm l=L-b=50-20=30mm p=2T 3/kld=2 601500/(6 3065)102.8MPa p，故合適。A 型平鍵 bh=8 7L=56mm10.3 輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接軸徑 d=48mm 軸長為 84mm查表得，選用 A 型平鍵 , 公稱直徑 bh=14 9,則工作長度 L80查表 6-2 得許用壓應力p=110 MPaT3=601500N mm k=0.5h=0.5

38、9=4.5mm l=L-b=80-14=66mm則 p=2T/kld=2 601500/(4.5 66 48)=84.38 p，故合適。Word 資料A 型平鍵b h=20 12L=50mmA 型平鍵 b h=14 9 L=84mm11 聯軸器的選擇對于輸入軸，查課程設計指導書 136 頁選用彈性套柱聯軸器TL6，軸孔直徑為 30mm 。對于輸出軸，選用彈性套柱聯軸器 TL8，軸孔直徑為 48mm 。12 潤滑與密封12.1 潤滑方式由齒輪的傳動設計計算結果可知齒輪圓周速度v= d1 n/(601000)=70486.7/(60 1000)=1.59m/s, 故齒 輪選用油潤滑。齒輪 mn =

39、2.520 ，且全齒高 h=510mm ，故浸油高度定為 15mm 。潤滑油選擇 N150 號工業(yè)齒輪油 (GB5903-86) 。因軸承旁小齒輪的齒頂圓小于軸承的外徑， 為防止齒輪嚙合時 所擠出的熱油大量沖向軸承內部， 增加軸承的阻力， 所以加擋油盤， 同時，可定期向軸承加入潤滑。12.2 密封方式采用凸緣式軸承蓋，易于調整軸承，采用氈圈密封，密封氈圈 型 號 按 所 裝 配 軸 的 直 徑 確 定 為 32FZ/T92010 91 、 60FZ/T92010-91Word 資料13 減速器附件的選擇 窺視孔及視孔蓋：采用 180mm 規(guī)格 通氣器：選通氣螺塞，采用 M33 2 油面指示器：選用油標尺 M6 起吊裝置：采用吊環(huán)螺釘 M10 油塞：選用外六角油塞及封油墊 M18 114 其它技術說明1、裝配前，滾動軸承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗， 箱體內